摆事实-谈设备法兰究竟该如何输入计算？

达然不羁

设备法兰的计算：一个老生常谈却又一直存在争议的问题。众所周知，我们国家标准是有标准设备法兰的，而标准中已明确规定选用的标准法兰可免除GB150的计算。

……于是乎，很长一段时间标准设备法兰不需要计算，而且经过多年实践表明，直接选用标准法兰并不会有什么问题。

虽说实践是检验真理的标准嘛，但不知从何时起，标准的设备法兰都要用SW6进行计算了，我瞎猜一个原因是不是因为SW6这个软件有法兰计算模块了，反正输几个数就可以计算了，如果没有这个软件，让手算的话，我想大部分人都不会想着要去计算吧，就直接选标准法兰了，满足标准规范的要求，即使有问题了出责任也得去查标准，怪不到设校审的头上，有国家标准这个后台撑腰。好吧，现在都要用SW6计算了，那计算就计算吧，计算的前提是咱得先把法兰计算的理论基础和计算模型搞明白再算吧，但事实是，人家SW6里面关于每一个参数的输入都很明确的好伐，我就直接输入几个数据就出来计算结果了，需要懂什么理论和计算模型啊。好吧，吃瓜群众表示看热闹不嫌事大，那就按步就班的按软件里面的参数输入计算吧，于是吧嗒吧嗒根据标准中的尺寸在软件输入完一串数字。举个例子如下（DN900PN=1.6Mpa的标准设备法兰，考虑3mm腐蚀余量），于是乎迅速输入数据，法兰内径、锥颈大端和小端厚度均考虑3mm腐蚀余量，ok点击计算输出计算结果：三个应力校核均合格，刚度满足要求，在考虑3mm腐蚀余量后计算完全合格，你看我们选用的标准法兰而且还用SW6进行了计算，结果都合格，Perfect，一切NoProblem！

……于是乎，出现了一段时间按上面的参数输入进行标准设备法兰的计算方法，而且经过多年实践表明，既选用了标准法兰又经过上述计算的核实，而且再次经过多年的实践表明，标准设备法兰没有什么问题。

虽说实践是检验真理的标准嘛，但不知从何时起，关于标准设备法兰计算的一种争议又随之而来，大家不难发现上述的计算中颈部小端有效厚度g0是按实际的标准设备法兰尺寸减去3mm腐蚀余量输入的（即16-3=13），这就是争议的所在，有一种观点说，锥颈小端厚度输入有误，不应该按实际尺寸来计算，应该按相连接的筒体厚度减去腐蚀余量来计算（即应该按10-3=7）来计算，按标准的厚度输入是不安全的。好吧那就按筒体厚度减腐蚀余量计算吧，将锥颈小端厚度输入7mm来计算，点击计算查看结果如下：

鲜明的红色字体显眼的告诉我们此时校核不通过了，对比一下结果看看，差距不是一点点的大啊，尤其是刚度指数J=1.60＞1超出了60%啊，那是相当大啊，把我一个小小的设计人员真是弄懵了，这也太离谱了吧，这该怎么办？先看看结果对比，轴向应力σH由177.66Mpa增加到213.09Mpa，好险啊，轴向应力也差点校核不过了；切向应力σT和径向应力σR变化也蛮大的，但这两个应力相对来说比较小，基本不会出现校核不过的地方，所以先不理会了，那么刚度不合格怎么办呢？无非只能调整几个输入参数了，锥颈小端厚度是改不了了，要么改锥颈大端厚度，要么改锥颈高度，要么增加法兰厚度，可是我也不知道究竟调哪个参数才能满足要求，那就只能一个个参数调整试算喽，不过眨眼一看，软件竟然给出了将法兰厚度增加到71mm即可满足刚度要求的方法，好吧，那我何必还去再一个个调整参数试算呢，直接再加1mm凑个偶数72得，计算都能通过，这样只改一个参数的话，在图纸里面还能用标记来说明，调整参数太多了的话，也不知道该如何调出最优结构，而且还可能得出非标法兰，这不是给自己找麻烦吗。好吧，不调了就直接增加厚度了，计算通过了就好了，可是这一增加就直接从标准法兰厚度的52mm增加到72mm，增加了整整20mm啊，这时候我暗自庆幸，幸亏不是在制造单位啊，如果在制造单位，我肯定保不住饭碗了。

……于是乎，又出现了一段时间很多采用对接筒体厚度作为锥颈小端厚度计算标准设备法兰的方法，然后硬生生的把一个标准的设备法兰变得面目全非，加厚再加厚或变为非标法兰，但是为什么用标准法兰不计算都没有问题，而现在计算后全是计算不通过呢？可能很长一段时间来是很多人心中的疑问。

多年来以安全第一为原则，坚持了按筒体小端厚度输入的方法，对这种所谓保守的方法从未有过丝毫疑问。今天为什么谈起这个问题，是因为这个问题又多次的重新被提起，而且各抒己见，比如我们之前一直就是这么做的啊，也没出过任何问题啊；比如我们内部规定就是这样的啊，规定就是规定，遵守就对了，不要纠结。好吧，好像都很有道理，可是……我好像又懵了，结果就是好端端的一个标准法兰被改的面目全非，让设计人员不知所措，神呐，救救我吧？干脆不管了，按校审意见来吧，校审让怎么做就怎么做吧。恩，对头，这样没错，毕竟是设校审我们三人签字，我们都认为没问题就OK了。直到有一天，看到一家单位对标准设备法兰计算的要求，然后看到不同之处之后，发现人家的要求是很合理的，而对比发现我一直坚守的计算方法的计算结果实在是太太保守了，根本原因在于按筒体厚度作为锥颈小端厚度的计算模型与实际的法兰模型相差太多，造成了极其保守的计算结果（主要是刚度计算不合格且差距太大），保守是可以，但是在本身刚度就已经足够的情况下浪费材料来继续增大刚度那就不能简单的用保守来说了，可以直接说是错误的，错误的计算结果用来指导设计，那就是错上加错了。

所以今天不谈理论，直接摆事实，简单明了，便于直观理解。还是按之前的算例来进行对比说明：

事实一：按对接筒体厚度作为小端厚度输入的计算模型与实际结构相差甚远

（a）实际的标准法兰模型

（b）刨去红色填充部分的法兰模型

上述（a）（b）两种结构如果都按与之相连的筒体厚度作为锥颈小端厚度输入，那这两种结构在软件中输入是完全一致的，计算结果也是完全一致的，但实际结构却相差甚远，很明显（b）结构是比（a）结构少了红色填充部分，那可不是少了一点面积啊，那是一整圈的结构啊，少了那么多承载结构，轴向力当然增大啊，刚度当然差了很多啊。此时不难发现，如果按筒体厚度作为小端厚度输入的计算模型其实是上面（b）结构中刨去红色填充部分的模型，这样的计算就造成了太过于保守的结果。

事实二：按实际结构的锥颈小端厚度输入计算真的不安全吗？

（c）按标准法兰的锥颈小端厚度输入模型

如果按实际标准法兰的锥颈小端厚度16-3=13输入SW6计算，其计算模型与实际结构其实是一致的，只是计算出来的轴向应力是上图中蓝色截面部分的轴向应力，即以厚度13mm计算的轴向应力，而并非以筒体端10-3=7mm截面的轴向应力，这也就是很多人说计算不安全的原因，认为并没有计算筒体端截面的轴向应力，筒体端的轴向应力会比实际法兰锥颈小端截面的轴向应力大很多，因为轴向应力主要是由边缘弯矩造成的，与壁厚的平方成反比关系。确实如此，这一点毋庸置疑，筒体端的轴向应力必然要大，但是究竟大多少就值得商榷了，我们国家标准制定的时候显然是考到这个问题了，ASME设备中法兰是没有直边段的，而我们的标准里面是有直边段的，而且对对接筒体的最小厚度有明确要求，当不满足最小厚度要求的时候，可修正增加法兰高度，即增加了直边段，这个直边段的作用就是考虑到边缘应力的衰减规律的。众所周知，计算的轴向应力是由边缘弯矩产生的边缘应力，而边缘应力具备两个显著特征：局部性和衰减性，且边缘应力衰减速度是很快的，在远离边缘处应力衰减至很小，所以争议就在这个直边段长度可以使得边缘应力降低了多少，这个确实是我们无法判断的，而且弯曲应力的衰减速度要比薄膜应力衰减速度平缓。好吧，如果按（d*σn）^0.5=（900*16）^0.5=120mm来考虑的话，那么确实标准法兰直边段的长度满足不了轴向弯曲应力的衰减长度，无法确定在达到筒体截面后究竟还有多大水平的轴向弯曲应力，如果再叠加上由内压产生的轴向薄膜应力的话，会不会出现应力较大的情况。此处推荐一个不是很精确但很合理的判断方法，就是此时将小端厚度改为输入筒体厚度再做一下核算（即（b）模型），这时候计算的轴向应力虽然会大很多且偏保守的，但大多数情况下校核仍然能够通过，如上述计算的213.09Mpa仍然小于253.80Mpa，此时刚度按实际结构校核通过，轴向应力在筒体端面也必然能够通过，所以这个标准设备法兰是很安全的，不需要进行无谓的增加法兰厚度等调整措施。当然，土豪公司可不必考虑。

事实三：一种折中的计算方法，也偏保守但是保守程度比以筒体厚度作为小端厚度输入的计算方法要低很多

（d）将标准栏锥段的斜线延长至与筒体相交的模型

当然如果按（b）模型验算标准法兰轴向应力出现校核不通过而又缺少数值判断的时候或仍有保守人员出现所谓的不放心的时候，则可采用图（d）的折中计算模型，通过对比（a）（b）（d）三种计算模型，很明显可看出（d）的计算模型比实际模型（a）少了红色填充部分，而比（b）计算模型多了蓝色填充部分，按此模型参数输入计算，小端厚度仍是7mm，而仅需将锥颈高度由35mm改为56mm，此时计算结果如下图所示：

虽然此时计算结果仍不合格，但明显可看出J=1.17＞1.0，刚度计算结果明显提高了很多，而且轴向应力也是以筒体厚度作为锥颈小端厚度输入计算的，轴向应力

σH=180.85MPa，比实际法兰（a）模型的计算值177.66MPa差值很小，而比（b）模型的213.09MPa降低了很多，此时即使再调整法兰厚度那么调整到60mm就够了，比（b）模型的71mm降低了11mm，虽然本文的例子刚度校核仍不合格，但对其它法兰校核或许是合格的，那么任何参数都不需要调整了。另外也不难看出，其实（d）计算模型也可以作为验证标准法兰轴向应力是否合格的方法，且比（c）计算模型更具有说服力：（d）计算的轴向应力通过了，那么实际标准法兰（a）结构轴向应力也基本可判断是通过的，而且刚度通过实际模型的计算也已经可以确认是计算通过的。

综上所述，通过三种计算模型（a）+（c）+（d）=99.9%合格，即可判定标准设备法兰是完全合格的，不需要做任何无谓的改动。

1.（a）计算模型已经足以保证标准设备法兰的刚度合格，（c）+（d）则可保证三个应力满足要求，即强度合格，不100%确定的原因在于毕竟上述三种模型边缘力矩不是完全相同，（c）+（d）计算模型并不能100%完全覆盖（a）模型，所以留了0.1的余地。

2. 采用筒体厚度作为锥颈小端厚度输入的（b）计算方法过于保守，是最不可取的一种方法，其实我们从计算中也可以看到，计算不合格的原因主要是刚度的不合格，因为刚度指数J也是与小端厚度的平方成反比的，厚度减小了，造成J值计算偏差过大，但实际的法兰的刚度是完全合格的，如若采用这种计算模型增加法兰厚度或调整其它参数来使得法兰刚度校核合格，错误的计算结果来指导设计，这岂不是错上加错？

3. 本文仅列举了一个标准设备法兰的例子，提供思路和方法，具体的情况请具体分析。

4. 事实胜于雄辩，不需要任何理论解释，仅几组对比就可证明事实，相信各位朋友能够看得真真切切，明明白白。另外，本文仅代表个人观点，限于水平有限，如有不正确的或考虑不周的地方请不吝批评指正。

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